авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:   || 2 | 3 | 4 | 5 |   ...   | 8 |
-- [ Страница 1 ] --

Министерство образования и наук

и Российской Федерации

Санкт-Петербургский государственный политехнический университет

Неделя Науки СПбГПу

Материалы

научно-практической

конференции

с международным участием

2–7 декабря 2013 года

ИнстИтут энергетИкИ

И транспортных сИстем часть 2 Санкт-Петербург•2014 УДК 621:629 ББК 31:39 Н42 Неделя науки СПбГПУ : материалы научно-практической конференции c международным участием. Институт энергетики и транспортных систем СПбГПУ. Ч. 2. – СПб. : Изд-во Политехн. ун-та, 2014. – 228 с.

В сборнике публикуются материалы докладов студентов, аспирантов, молодых ученых и сотрудников Политехнического университета, вузов Санкт-Петербурга, России и других стран, а также учреждений РАН, представленные на научно практическую конференцию, проводимую в рамках ежегодной Недели науки Санкт Петербургского государственного политехнического университета. Доклады отражают современный уровень научно-исследовательской работы участников конференции в области энергетики и транспортных систем.

Представляет интерес для специалистов в различных областях знаний, учащихся и работников системы высшего образования и Российской академии наук.

Редакционная коллегия Института энергетики и транспортных систем СПбГПУ:

Н.А. Забелин (директор института), В.О. Белько (зам. директора по НИРС), А.А. Тринченко (зам. директора по НИР – отв. ред.), Т.Г. Миневич, Ю.Э. Адамьян, С.О. Попов, Г.А. Першиков, В.В. Суханов, Д.В. Иванов, К.А. Григорьев, А.Ю. Шабанов, А.Д. Элизов, А.А. Лебедев, В.А. Умов, А.С. Ласкин, А.А. Калютик Конференция проведена при финансовой поддержке Комитета по науке и высшей школе Правительства Санкт-Петербурга.

Печатается по решению редакционно-издательского совета Санкт-Петербургского государственного политехнического университета.

© Санкт-Петербургский государственный ISBN 978-5-7422-4328-1 (ч. 2) ISBN 978-5-7422-4326-7 политехнический университет, ЭНЕРГОМАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЕ ОТДЕЛЕНИЕ СЕКЦИЯ “ДВИГАТЕЛИ, АВТОМОБИЛИ И ГУСЕНИЧНЫЕ МАШИНЫ” УДК 621. Н.С. Долгалов, Ю.В. Галышев (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет) ОЦЕНКА ЭФФЕКТИВНОСТИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ СИНТЕТИЧЕСКОГО БЕНЗИНА В ДВС В настоящее время достаточно остро стоит проблема экологии. Основным источником загрязнения окружающей среды является транспортный сектор. В связи с этим постоянно ужесточаются требования по нормам выбросов вредных веществ, поэтому задача их сокращения наиболее актуальна в наши дни. Помимо этого запасы органического топлива, в том числе нефтепродуктов, уменьшается, а их потребление регулярно растёт. Таким образом, необходим поиск альтернативных источников энергии, в частности новых видов топлив для двигателей внутреннего сгорания. Одним из перспективных направлений в этой области является применение синтетического бензина в двигателях внутреннего сгорания.



Технологии производства альтернативных видов топлив (для двс) из газа (или угля) была разработана ещё в 20-е годы прошлого столетия. Суть процесса заключается в превращении смеси монооксида углерода и водорода (синтез-газа) в жидкие углеводороды, являющиеся синтетическими аналогами некоторых (в первую очередь дизельных) фракций, образующихся при перегонке нефти. Необходимый для реакции синтез-газ, в свою очередь, может быть получен из природного газа при взаимодействии с водяным паром. Вместо природного газа может использоваться уголь или даже биомасса. Экономика процесса долгие годы оставляла желать лучшего, однако современные технологии дают возможность производить гораздо более дешёвое топливо, нежели современное классическое топливо и данный вопрос вновь приобрёл интерес среди учёных.

Одним из институтов, занимающимся вопросом получения синтетического бензина является ИНХС РАН. Разработанная в ИНХС РАН технологическая схема двухступенчатого процесса получения жидких углеводородов из синтез-газа через ДМЭ включает реакционный узел получения ДМЭ из CO и H2 и реактор синтеза углеводородов с единым циркуляционным контуром. При практически количественной конверсии ДМЭ выход бензиновой фракции с октановым числом 90 составляет 71 % (на углеводородную часть). В получаемом продукте содержание непредельных углеводородов не превышает ~1 %, сера отсутствует [1, 2, 3].

Целью научно-исследовательской работы является определение возможности применения синтетического бензина в современных двигателях внутреннего сгорания транспортного сектора. Планируется провести испытания данного топлива на автомобильном двигателе ВАЗ 2112, и получить все необходимые характеристики для его сравнения с бензином нефтяного происхождения и дать оценку целесообразности его использования для современных автомобилей.

Таблица 1 – Сравнительная таблица характеристик топлив Показатели Синтетический бензин ИНХС Бензин марки АИ-92 [4] Октановое число, не менее:

90 исследовательский метод Объемная доля бензола, %, не 0,1 более Продолжение таблицы Массовая доля кислорода, %, Отсутствует 2, не более Плотность при 20°С, кг/м3 700-750 710- Низшая теплотворная 42,26 43, способность, МДж/кг Таблица 2 – Сравнительная таблица группового состава топлив Углеводороды Синтетический бензин ИНХС Бензин марки АИ-92 [5] Массовая доля парафинов, % 7 13, Массовая доля олефиновых, % 1 5, Массовая доля изо-парафинов, % 61 38, Массовая доля оксигенатов, % Отсутствуют 0, Массовая доля ароматических 25 36, углеводородов, % Массовая доля бензола, % 0,1 0, p, бар j п.к.в., град.





-180 -90 0 90 180 Рисунок 1 – Индикаторные диаграммы двигателя ВАЗ 2112:

1 – для синтетического бензина;

2 – для бензина нефтяного происхождения Таблица 3 – Сравнительная таблица показателей рабочих процессов двигателя ВАЗ на номинальном режиме (5600 об/мин.) Показатели Синтетический бензин ИНХС Бензин марки АИ- Мощность цилиндровая, кВт 19,59 20, Мощность двигателя, кВт 78,36 82, Макс. давление сгорания, бар 59,06 59, Расход топлива, кг/ч 21,6 21, Крутящий момент, н*м 133,61 139, Из группового состава, приведённого в таблице 2 видно, что данный бензин соответствует экологическим нормам ЕВРО-5 [6], однако имеет недостаточно высокое значение октанового числа. Данную проблему можно легко решить посредством добавления присадок в частности оксигенатов.

Для сравнения параметров был проведён расчёт рабочего процесса двигателя ВАЗ [7] в программном комплексе «Рабочий процесс 2000» для двух топлив: синтетического бензина ИНХС и бензина нефтяного происхождения. На основании проведённого предварительного расчёта наблюдаем, что имеется незначительное падение цилиндровой мощности двигателя на синтетическом бензине, что привело к потере его суммарной мощности на 4,5%, как показано в таблице 3. Крутящий момент на номинальном режиме (5600 об/мин) уменьшился на 6,34 н*м. На рисунке 1 показаны графики зависимости давления от угла поворота коленчатого вала. Следует учитывать, что данный расчёт рабочего процесса получен на настройках двигателя, работающего на обычном бензине. Для получения более точного расчёта требуется корректировка настроек двигателя, которая будет определена в ходе проведения лабораторных испытаний. В ходе дальнейших исследований будет проведена оптимизация рабочего процесса для получения более высоких мощностных и экономных показателей. Помимо этого, данное топливо является более экологичным и, как заверяет производитель, более дешёвым, при этом в зависимости от способа получения синтетического бензина его стоимость может отличаться от стоимости бензина нефтяного происхождения в десятки раз и не зависеть от колебаний цен на нефть.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Патент РФ № 2442650 от 23.11.2010 г. «Катализатор, способ его приготовления и способ получения смеси углеводородов с низким содержанием ароматических соединений». Авторы:

Хаджиев С.Н., Колесниченко Н.В., Маркова Н.А., Букина З.М., Ионин Д.А., Кулумбегов Р.В.

2. Патент РФ № 2442767 от 23.11.2010 г. «Способ получение экологически чистого высокооктанового бензина». Авторы: Хаджиев С.Н., Колесниченко Н.В., Маркова Н.А., Букина З.М., Ионин Д.А., Графова, Лин.

3. Патент РФ № 2248341 от 20.03.2005 г. «Катализатор, способ его приготовления и способ получения экологически чистого высокооктанового бензина». Авторы: Сливинский Е.В., Колесниченко Н.В., Маркова Н.А., Букина З.М., Розовский А.Я., Лин Г.И., Колбановский Ю.А., Платэ Н.А.

4. ГОСТ Р 51105-97. Топлива для двигателей внутреннего сгорания. Неэтилированный бензин.

5. Д.А. Старицин, Д.В. Промоторов, Н.Ю. Третьяков. Высокоэффективная газовая хроматография в определении индивидуального и группового состава бензинов как способ определения марок топлив, 2011 г.

6. Технический регламент № 609 «О требованиях к выбросам автомобильной техникой, выпускаемой в обращение на территории Российской Федерации, вредных (загрязняющих) веществ»

7. ОАО АВТОВАЗ, Системы управления двигателем ВАЗ 21114 и ВАЗ 21124 - Издательство:

АВТОВАЗ, 2004 г.

УДК 621. А.В. Винцаревич, А.А. Метелев, А.Б. Зайцев, А.Ю. Шабанов (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет) ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИКИ ИЗМЕНЕНИЯ ФИЗИКО-ХИМИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ МОТОРНОГО МАСЛА ПРИ РАБОТЕ ДВИГАТЕЛЯ НА ХОЛОСТОМ ХОДУ В условиях городского цикла двигатель автомобиля длительное время работает на холостом ходу и малых нагрузках, что влечет за собой увеличение времени работы моторного масла в двигателе относительно движения по трассе при одинаковом интервале замены масла. Целью работы является исследование динамики изменения физико химических показателей (ФХП) при работе двигателя на режиме холостого хода В качестве исследуемых параметров в работе ФХП были выбраны:

вязкостно-температурная характеристики;

кислотное число;

температура вспышки масла.

Все выбранные параметры являются браковочными [1]. Для реализации поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

провести сравнительные испытания моторных масел;

определить ФХП проб масел;

сопоставить полученные данные физико-химического анализа проб масла.

В качестве объекта исследования выбрана группа из 4 синтетических моторных масел класса вязкости по SAE 5W-40: Elf Excellium NF, Visco 5000, ZIC, Esso Ultron. В ходе работы было проведено испытание выбранных масел на отечественном двигателе ВАЗ-2111, установленном на нагрузочный стенд с электротормозом MEZ VSETIN. Согласно методике испытаний [2] был определен следующий режим [3] работы двигателя: Me = 0 Нм при n = 800 об/мин. Общая длительность испытания – по 120 часов для каждого масла. В ходе испытания отобрано по 3 пробы каждого масла: через 40, 80 и 120 часов работы двигателя [4,5].

Далее был произведен физико-химический анализ проб масла, определены:

кинематическая вязкость при 40 и 100 °C, согласно ГОСТ 33-2000;

кинематическая вязкость при 150 и 200 °С, по методу СПбГПУ;

температура вспышки по ГОСТ 4333-87;

кислотное число по ГОСТ 5985-79.

Результаты физико-химического анализа представлены на рисунках 1-3. На рисунке представлена диаграмма изменения кинематической вязкости масел при 100 °C в зависимости от времени работы. Для кинематической вязкости масел при 40, 150, 200 °C получены в качественном отношении схожие зависимости. По результатам анализа проб масла видно, что с течением времени работы его вязкость увеличилась для Visco 5000, ZIC, Esso Ultron в среднем на 0,36…0,96 сСт. Исключение составляет масло Elf Excellium NF, поскольку его рабочая вязкость снизилась с 12,84 до 11,87 сСт. Изменение рабочей вязкости может быть вызвано разрушением вязкостной присадки, которое снижает рабочую вязкость, и накоплением продуктов окисления, обладающих повышенной вязкостью.

14, 14, Вязкость при 100 С°, сСт 13, 13, 12, Elf Excellium NF 12,00 Visco ZIC 11, Esso Ultron 11, 30 50 70 90 110 Время работы, ч Рисунок 1 – Диаграмма изменения кинематической вязкости масел при 100 °C испытуемых масел в зависимости от времени работы По данным представленным на рисунке 2 видно, что значение температуры вспышки снизилось для всех масел в среднем на 7…19 °С. Наиболее быстрое изменение этого параметра происходит у масла Esso Ultron – 19 °С за 120 часов. Наименьшее изменение параметра от первоначального значения показывает масло ZIC – 7 °С за 120 часов при дальнейшей стабилизации параметра до окончания цикла испытания. Уменьшение температуры вспышки может быть результатом испарения из масла легких фракций, окисления масла и попадания в него топлива.

Температура вспышки, °С Elf Excellium NF Visco ZIC Esso Ultron 30 50 70 90 110 Время работы, ч Рисунок 2 – Диаграмма изменения температуры вспышки испытуемых масел в зависимости от времени работы На рисунке 3 представлена диаграмма изменения кислотного числа испытанных масел в зависимости от срока работы. Для всех масел этот параметр увеличивается с течением времени работы. Для масел Visco 5000, ZIC, Esso Ultron увеличение составило в среднем 0,3…1,0 мг КОН/г масла. Наибольшее изменение наблюдается у Elf Excellium NF: с 0,1 до 2,0 мг КОН/г масла. Повышение кислотного числа связано с накоплением в масле органических кислот, являющихся производными углеводородов.

2, Кислотное число, мг КОН/ г масла Elf Excellium NF Visco 1,5 ZIC Esso Ultron 0, 30 50 70 90 110 Время работы, ч Рисунок 3 – Диаграмма изменения кислотного числа испытуемых масел в зависимости от времени работы По результатам работы можно сделать следующие выводы: масла Visco 5000, ZIC и Esso Ultron пригодны для дальнейшей работы по исследуемым параметрам, однако масло Elf Excellium NF вышло за пределы своего класса вязкости 11,87 сСт (который для класса вязкости SAE 40 составляет 12,6…16,3 сСт). Наибольшее изменение кислотного числа наблюдается для масла Elf Excellium NF. Возможно, при более длительном времени работы этот показатель выйдет за браковочные границы. Это объясняется более высоким темпом окисления масла вследствие воздействия высоких температур и срабатывания антиокислительной присадки. Повышенная кислотность моторного масла приводит к коррозии деталей двигателя и повышенному износу.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Галышев Ю.В., Зайцев А.Б., Шабанов А.Ю. Химмотология. Эксплуатационные материалы для двигателей внутреннего сгорания. СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2009. – 296 с.

2. Метелев А.А., Шабанов А.Ю., Зайцев А.Б. Разработка методики и создание установки для проведения ресурсных испытаний моторных масел. // XXXVIII Неделя науки СПбГПУ: материалы международной научной конференции. Ч.III, - СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2009. – с. 5-7.

3. Ширлин И.И., Дорошенко С.В. Влияние режима эксплуатации двигателя на надежность моторного масла. // Модернизация и научные исследования в транспортном комплексе.

4. Метелев А.А., Шабанов А.Ю., Зайцев А.Б. О влиянии времени работы моторного масла в двигателе на изменение его физико-химических показателей. // XXXIХ Неделя науки 5. Верещагин В.И., Ковальский Б.И., Рунда М.М. Результаты исследования состояния моторного масла при эксплуатации двигателя. // Известия Томского Политехнического университета.

УДК 621. А.В. Винцаревич, А.А. Метелев, А.Б. Зайцев, А.Ю. Шабанов (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет) РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ ВЯЗКОСТНО-ТЕМПЕРАТУРНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК СОВРЕМЕННЫХ СИНТЕТИЧЕСКИХ МОТОРНЫХ МАСЕЛ В ПРЕДСТАВЛЕНИИ УББЕЛОДЕ-ВАЛЬТЕРА Для проектирования новых и модернизации существующих конструкций двигателей внутреннего сгорания необходимо обладать данными о современных смазочных материалах, отвечающих настоящим и перспективным требованиям к моторным маслам. Одним из современных требований к моторному маслу является сохранение своих начальных параметров в течение всего срока службы [1]. Одним из важнейших начальных параметров моторного масла является вязкость и ее изменение в зависимости от температуры.

Значительные изменения вязкости масла в ходе эксплуатации, в том числе переход вязкости в другой класс, могут привести к таким последствиям, как повышенный износ и выход из строя пар трения двигателя, снижение ресурса масла и т.д. [2, 3].

Знание о протекании вязкостно-температурной характеристики (ВТХ) масел позволит с более высокой точностью определять вязкость масла в любом диапазоне температур. Также данное знание позволить проектировать, рассчитывать и прогнозировать работоспособность, ресурс и другие параметры работы кольцевого уплотнения двигателя, подшипников коленчатого вала и т.д.

Целью работы является получение экспериментальных данных по коэффициентам формулы Уббелоде-Вальтера для современных синтетических масел. Для достижения поставленной цели необходимо провести длительные испытания образцов масел и исследовать их ВТХ [4].

В качестве объекта исследования были выбраны четыре синтетических масла класса вязкости SAE 0W-40: Mobil 1, Liqui Moly, Motul и Castrol EDGE [5].

Испытание проводилось на нагрузочном стенде [6], оснащенном двигателем внутреннего сгорания ВАЗ-2111 и электротормозом в качестве нагрузочного устройства.

Режим работы двигателя Me = 20 Нм при n = 2000 об/мин.

Общая длительность испытания составила 120 часов для каждого масла. В ходе испытания отобрано по 4 пробы: через 1, 40, 80 и 120 часов работы двигателя [4, 5].

Измерения вязкости производилось при температурах 40, 100, согласно ГОСТ 33-2000 и С согласно методу СПбГПУ. Измеренные значения обработаны с помощью формулы Уббелоде-Вальтера (lglg( + C) = A BlgT) с подбором коэффициента C и определением коэффициентов A и B при помощи метода наименьших квадратов. Максимальная относительная погрешность измеренных значений от аппроксимированных не превышает 1,0 %, средняя – 0,5 % (таблица 1).

Таблица 1 – Экспериментальные данные по коэффициентам вязкости формулы Уббелоде-Вальтера Марка № max, % ср, % A B C масла образца 1 7,221 2,784 0,483 0,24 0, 2 7,168 2,761 0,562 0,91 0, Mobil 3 7,365 2,839 0,005 0,41 0, 0W- 4 7,248 2,789 0,316 0,59 0, Cреднее 7,250 2,793 0,341 0,54 0, 1 7,043 2,716 0,844 0,64 0, 2 7,218 2,785 0,605 0,44 0, Liqui Moly 3 7,299 2,817 0,661 0,41 0, 0W- 4 7,341 2,833 0,545 0,22 0, Cреднее 7,225 2,788 0,664 0,43 0, 1 7,454 2,880 0,336 0,25 0, 2 7,317 2,824 0,429 0,22 0, Motul 3 7,432 2,868 0,179 0,46 0, 0W- 4 7,393 2,850 0,169 0,56 0, Cреднее 7,399 2,855 0,278 0,37 0, 1 7,625 2,946 0,289 0,11 0, Castrol 2 7,375 2,844 0,815 0,45 0, EDGE 3 7,490 2,890 0,610 0,54 0, 4 7,691 2,969 0,213 0,30 0, 0W- Cреднее 7,545 2,912 0,482 0,35 0, Анализ данных, представленных в таблице 1, позволяет сделать выводы о схожем поведение коэффициентов формулы Уббелоде-Вальтера «А» и «В» (оба коэффициента меняются либо в сторону увеличения, либо уменьшения) и противофазном поведении коэффициента С. Стоит отметить отчетливый синусоидальных характер изменения коэффициентов А, В и С для моторного масла Mobil 1 и Motul. Однако, коэффициенты А, В и С моторного масла Liqui Moly показывают линейное увеличение своего значения, что возможно объясняется более длительным периодом изменения значений. Моторное масло Castrol EDGE показало первоначальное снижение коэффициентов А и В и, затем, дальнейшее их увеличение. Возможно, для более глубокого понимания поведение коэффициентов, необходимо более частый отбор проб масла.

По результатам работы можно сделать следующие выводы: обладая базой данных коэффициентов формулы Уббелоде-Вальтера возможно расчетными методами определить значение функции и график протекания ВТХ масла. Также определить с более высокой точностью значение вязкости масла в любом диапазоне температур, в том числе в зоне экстраполяции, что позволяет использовать данный массив значений в расчетах подшипников коленчатого вала и кольцевого уплотнения. По итогам проведенного исследование сделан вывод об актуальности накопления базы данных коэффициентов формулы Уббелоде-Вальтера.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Верещагин В.И., Ковальский Б.И., Попов А.С. Методика оценки ресурса моторных масел.

Вестник красноярского государственного аграрного университета. Красноярск: Изд-во Красноярского государственного аграрного университета, 2007. – с. 169-174.

2. Ширлин И. И., Колунин А. А., Гельвер С. А., Иванников А. А. Влияние условий эксплуатации автомобилей на ресурс работы моторного масла. Вестник сибирской государственной автомобильно-дорожной академии. Омск: издательство: Сибирская государственная автомобильно дорожная академия, 2013. – с. 42-45.

3. Галышев Ю.В., Зайцев А.Б., Шабанов А.Ю. Химмотология. Эксплуатационные материалы для двигателей внутреннего сгорания. СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2009. – 296 с.

4. Метелев А.А., Шабанов А.Ю., Зайцев А.Б. О влиянии времени работы моторного масла в двигателе на изменение его физико-химических показателей. // XXXIХ Неделя науки 5. Яковенко К.А. Эффективность использования высококачественных моторных масел.

Научно-технический журнал «горная промышленность». Москва. Издательство Научно производственная компания «Гемов Лимитед», 2005. – с. 18-19.

6. Метелев А.А., Шабанов А.Ю., Зайцев А.Б. Разработка методики и создание установки для проведения ресурсных испытаний моторных масел. // XXXVIII Неделя науки СПбГПУ: материалы международной научной конференции. Ч.III, - СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2009. – с. 5-7.

УДК 621. Ю.П. Пустовалов, Ю.В. Галышев, А.А. Сидоров (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет) УСТРОЙСТВО ДЛЯ ИЗМЕРЕНИЯ МОЩНОСТИ МЕХАНИЧЕСКИХ ПОТЕРЬ В ЦИЛИНДРОПОРШНЕВОЙ ГРУППЕ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Создание поршневых двигателей нового поколения с максимальным давлением сгорания достигающем 25,0 МПа невозможно без глубокого и всестороннего исследования процессов трения в ДВС и особенно в сопряжениях деталей цилиндро-поршневой группы.

Для этого создаются как специальные приборы для имитации и измерения мощности, затрачиваемой на трение в каком-либо сопряжении, например поршневое кольцо – гильза цилиндра [1…3], так и целые стенды, позволяющие измерить мощность трения целого двигателя [1…4].

В работе [1] для измерения мощности трения целого двигателя использовался метод прокрутки, то есть не работающей двигатель прокручивался электромотором и измерялась мощность, необходимая для этой прокрутки. В результате авторами была создана математическая модель трения автомобильного бензинового двигателя.

Очень часто для непосредственного измерения мощности трения поршня о цилиндр используют метод упругой подвески цилиндра.

В работе [2] описан стенд, в котором под воздействием силы трения цилиндр упруго перемещается в направляющих, что и является основанием для расчета силы трения. Также возможно измерять перемещение не целого цилиндра, а вырезанной из него полосы [5], это упрощает изготовление стенда, но снижает точность измерения.

В работе [4] описано устройство для измерения трения между образцом цилиндра и образцом кольца двигателя. В устройстве задается давление, температура и скорость движения, как и в работающем двигателе. Аналогичное устройство описано и в работе [2], но авторы этой работы пошли дальше и создали еще одно устройство, в котором с помощью явления интерференции измеряется толщина пленки масла под кольцом (образец кольца движется по стеклу).

На кафедре ДАиГМ СПб ГПУ разработано Устройство для измерения мощности механических потерь в цилиндропоршневой группе двигателя внутреннего сгорания.

Цель: Создать машину трения для исследования трибологических характеристик пар трения цилиндро-поршневой группы (оценки эффективности оптимизированных сопряжений, различных присадок и трибосоставов к маслам, антифрикционных покрытий и т.п.) с воспроизведением температуры и давления в парах трения максимально приближенных к условиям двигателя. Поэтому конструкция машины трения должна обеспечивать возможность измерять величины износов и мощность трения в парах трения, изготовленных из различных материалов различных геометрических форм и качества (шероховатость, твердость и т.п.), при использовании различных смазочных масел и присадок к ним.

В качестве базы использовался четырехтактный четырехцилиндровый бензиновый двигатель с вставными втулками цилиндров с диаметром цилиндра D=92 мм, степенью сжатии =8.4 и небольшим объемом смазочного масла.

Для снижения общей работы трения в поршневых группах двигателя и для уменьшения вибрации от неуравновешенных сил были сняты второй и третий поршни.

Для уменьшения влияния внешнего навесного оборудования на общую работу трения с двигателя были сняты генератор, стартер, топливный насос, распределитель зажигания с приводом, вентилятор обдува радиатора.

Рисунок 1 – Устройство для измерения мощности механических потерь в цилиндропоршневой группе двигателя внутреннего сгорания Общая схема устройства представлена на рисунке 1, состоящий из двигателя водяного охлаждения, в котором установлены втулки 2 с термопарами 3, масляным картером 4 и крышкой 5, на которой установлен воздушный коллектор 6 с встроенными редукционными пневмоклапанами 7 с одной стороны и соединенный с ресивером 8 с другой, и датчики давления 9. Водо-воздушный радиатор 10 связан с блоком электронагревателей 11 и они оба соединены с системой охлаждения двигателя 1, а электродвигатель 12 через динамометр 13 соединен с коленчатым валом. При этом динамометр, термопары и датчики давления подсоединены к компьютеру 14. Для отбора проб масла в масляном картере двигателя установлен кран 15.

Принцип работы описываемого устройства основывается на прокрутке коленчатого вала электродвигателем, а мощность необходимая для прокрутки измеряется динамометром.

Устройство позволяет измерять частоту вращения, давления сжатия в цилиндре и температуру втулок цилиндров.

Рисунок 2 – Зависимость давления сжатия от хода поршня при различных давления на впуске Так как во время прокрутки сгорание в двигателе отсутствует, то для имитации давления сгорания в устройстве предусмотрена подача сжатого воздуха во впускной патрубок из ресивера 8. Расчеты, представленные на рисунке 2 показывают, что при давлении 12,5 бар в начале сжатия при степени сжатия =8.4 может быть достигнуто давление 250 бар, что соответствует перспективным значениям максимального давления сгорания двигателей нового поколения.

Для поддержания температуры втулки цилиндров устройства на рабочих значениях предусмотрен водо-воздушный теплообменник 11, подключенный к системе охлаждения.

Отличительной особенностью созданного устройства являются сменные втулки цилиндра, поэтому имеется возможность испытывать и оценивать не только влияние типа масла и присадок к нему на силу трения в ЦПГ, но влияние и конструкции пар трения, макро- и микрогеометрии поверхности, свойств материала, способа обработки и покрытия.

Методика испытаний включает 3 этапа:

1. Подготовка стенда для испытаний, включающую промывку поверхностей, химмотологическое исследование масла и с последующим выводом двигателя на режим приработки. Приработка происходит при 500 об/мин до достижения температуры гильз цилиндров 100-150 °С.

2. Измерение осуществляется ступенчатым увеличением оборотов с 1000 до об/мин. с шагом 500 об/мин. и далее наоборот, ступенчатое снижение с 6000 до 1000 об/мин.

На каждой ступени делается измерение, после того, как двигатель достигнет устойчивого температурного состояния.

3. Обработка результатов измерений, включающую построение графика изменения крутящего момента от оборотов двигателя, определение среднего крутящего момента и химмотологические исследования масла.

Выводы:

1. В результате спроектировано и изготовлено Устройство для измерения мощности механических потерь в цилиндропоршневой группе двигателя внутреннего сгорания, величин износов, а также мощности трения в парах трения деталей ЦПГ с воспроизведением температур и давления в парах трения максимально приближенных к рабочим.

2. Устройство для измерения мощности механических потерь в цилиндропоршневой группе двигателя внутреннего сгорания позволяет измерять как трение ЦПГ, так и отдельных компонентов методом исключений. Так, например, для измерения силы трения одного поршневого кольца, необходимо провести два измерения. Первое – измерить силу трения целого двигателя, а второе – измерить силу трения с одним убранным кольцом и разность этих двух измерений будет сила трения одного поршневого кольца.

3. Разработана методика сравнительных износных испытаний с определением мощности трения в парах трения, изготовленных из различных материалов и различных геометрических форм и качества (шероховатость, твердость и т.п.), при использовании различных смазочных масел и присадок к ним в широком диапазоне чисел оборотов коленчатого вала.

4. Устройство для измерения мощности механических потерь в цилиндропоршневой группе двигателя внутреннего сгорания представляет собой экономически обоснованное устройство, позволяющее еще на стадии проектирования двигателя производить оценки потерь на трение, а, следовательно, оценивать его механический к.п.д.

ЛИТЕРАТУРА:

1. «Characterization and Modeling of Rubbing Friction in a Motored Four-Cylinder Internal Combustion Engine», Jeffrey R. Sylvester. Open Access Dissertations and Theses. Paper 6695 2012.

2. «Studies on Tribology between Cylinder Liner and Piston Ring in Marine Diesel Engine: Past 30 Years», Mitsuhiro Soejima, Kyushu Sangyo. PAPER NO.: 46, CIMAC Congress 2004.

3. «Дизельный стенд для испытаний смазочных материалов» Цветков Ю. Н. и др. «Журнал университета водных коммуникаций», год выпуска: 2011, Номер выпуска: 3.

4. «A new tribometer for piston ring friction measurements», Peter Anderson. Tribological Research and Design for Engineering Systems 2003.

5. Патент РФ №1712808 «Устройство для измерения силы трения в цилиндропоршневой группе поршневых машин», 09.10.89.

6. Заявка на полезную модель «Трибометр для цилиндро-поршневой группы» № 2013136743 от 06.08.13.

УДК 621. Ю.В. Галышев, А.И. Макарин, А.А. Метелев (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет) РАСЧЕТ КОЛИЧЕСТВА САЖИ, ОБРАЗУЮЩЕЙСЯ В ДИЗЕЛЬНОМ ДВИГАТЕЛЕ На сегодняшний день дизельные двигатели занимают основное место, как в энергетическом, так и в транспортном секторе, благодаря высоким мощностным характеристикам и экономичности. Однако они так же являются источниками загрязнения окружающей среды, и поэтому в связи с постоянным ужесточением экологических норм, при разработке новых двигателей необходимо уделять большое внимание выбросам отработавших газов.

Выброс сажи от общего количества выброса твердых частиц на разных режимах может составлять до 80 %, и поэтому необходимо иметь наиболее точный метод по прогнозированию выбросов сажи. Обзор существующих моделей образования сажи показал, что практически не рассмотрен вопрос по вкладу сажи масляного происхождения.

Целью данной работы является создание и апробация математической модели учитывающей образование сажи масляного происхождения.

Для описания процесса образования сажестых частиц воспользуемся расширенным механизмом применимым для процессов горения с температурой выше 1600 К, разработанным С.А. Батуриным [1, 5]. Поскольку, моторное масло и дизельное топливо различаются по групповым составам и механизмам подачи в цилиндр, то расчет образования сажестых частиц топливного и масляного происхождения будет производиться отдельно, но с помощью одного кинетического механизма.

На основе кинетической модели можно составить систему дифференциальных уравнений, описывающих изменение концентрации реагирующих веществ.

Дифференциальное уравнение, отражающие изменение числа молей компонентов газовой смеси, имеет вид [2, 3]:

dM i dM i dM i dM i (1) dt k dt x dt dt dM i где: изменение концентрации в результате химического превращения dt k углеводородов, dM i - изменение концентрации в результате горения, dM i изменение dt dt x концентрации за счет подаваемого топлива и испаренного масла с поверхности гильзы цилиндра.

Для расчета кинетической составляющей скорости изменения количества молей i-ого компонента реагирующей смеси, используем выражение:

dM i V0 W j, (2) dt k j где: V0 объем реакционной зоны.

Скорости химических реакций кинетического механизма определяются выражением:

E, W j K 0 Ci exp (3) R T i где: K 0 предэкспоненциальный множитель, Ci концентрации реагирующих углеводородов, Е энергия активации, R универсальная газовая постоянная, Т температура.

Скорость массоподвода для исходных углеводородов топлива определяется законом топливоподачи, однако для подвода масла все не так однозначно. Расход масла определяется множеством различных факторов: конструкцией поршневых колец, свойствами масла, режима работы двигателя и т.д.

При движении поршня из верхней мертвой точки в нижнюю мертвую точку, открываемая поверхность гильзы цилиндра покрыта слоем масленой пленки, которая взаимодействует с газами в цилиндре двигатель. При этом идет непрерывный процесс прогрева масляной пленки, который в свою очередь носит нестационарный характер. В зависимости от степени прогрева масляной пленки процесс испарения масла с поверхности гильзы цилиндра может идти по различным механизмам, которые рассмотрены в работе Канищева А.Б. [4]: диффузионному, термокинетческому и критическому.

Таким образом, на основе выше изложенной выше методики были проведены расчеты образования сажи для двигателя 4ЧН15/18 при частоте вращения коленчатого вала n= об/мин., мощности 250 кВт и эффективном давлении pe=1,2 МПа.

6, 5, Образование сажи, мг 4, 3, 2, 1, 0, -10 10 30 50 70 90 110 Угол поворота коленчатого вала Рисунок 1 – Зависимость изменения количества сажи в цилиндре двигателя:

1 – масляного происхождения;

2 – топливного происхождения;

3 – суммарное количество Из диаграмм (рисунок 1) видно как изменяется количество сажи в цилиндре в процессе сгорания. Результаты расчетов количества сажи на выпуске, т.е. в момент открытия выпускных клапанов, были сопоставлены с данными экспериментального исследования проведенными в Алтайском государственном техническом университете для данного двигателя [3]. Выбросы твердых частиц для данного двигателя составляют 0,5 г/м 3, из которых на сажу топливного происхождения приходиться 42 % и масляного 23 %.

Из расчетного исследования получено, что концентрации сажи в момент открытия выпускного клапана составляет 0,331 г/м3, что примерно и составляет 65 % от суммарного выброса твердых частиц с тем же соотношением приходящемся на сажу топливного и масляного происхождения. Таким образом, можно сделать вывод о достоверности предложенной методики прогнозирования выбросов сажистых частиц для дизельного двигателя.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Батурин С.А., Макаров В.В. Физико-химический механизм и методика расчета результирующего сажевыделения в дизелях //Труды ЦНИТА. 1988. -№ 3. - С.82-93.

2. Батурин С.А., Дьяченко Н.Х., Ложкин В.Н. Сажевыделение в цилиндрах двигателей и дымность отработавших газов //Рациональное использование природы, ресурсов и охраны окружающей среды.

Л.: ЛПИ, 1977. -С.42-48.

3. Мищенко П.А., Новоселов А.Л. анализ твердых частиц в составе отработавших газов дизеля.

Ползиновский вестник. Том 2 №3 Изд. Алтайский государственный технический университет им.

И.И. Ползунова. 2009 г. 249 с.

4. Математическая модель угара смазки в цилиндре двигателя внутреннего сгорания / Р. М.

Петриченко, А.Б. Канищев, Ю.М. Мелешкин, А. Ю. Шабанов // Рабочие процессы компрессоров и установок ДВС: межвуз. сб. / ЛПИ-Л., 1987.-С. 40-41.

5. Математическое моделирование образования сажи в дизельном двигателе с учетом угара масла./А.И. Макарин, А.А. Метелев, Ю.В. Галышев // XLI Неделя науки СПбГПУ: Материалы международной научно-практической конференции, Ч.III. Изд.: Политехн. ун-та, 2011.-с.3-4.

УДК 621. В. С. Дворцов, М. И. Куколев (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет) АНАЛИЗ КИНЕМАТИКИ БЕСШАТУННОГО СИЛОВОГО МЕХАНИЗМА ДВИГАТЕЛЯ 2Д-200 ПРИ ПОМОЩИ ПАКЕТА ANSYS В нынешнее время существует ряд пакетов, позволяющих моделировать кинематику и динамику многомассовых систем. Основным преимуществом таких пакетов является возможность работы с трёхмерными моделями механизмов, имеющими определенные габариты и массу. В работе используется модуль «Rigid Dynamics», входящий в состав вычислительного пакета «ANSYS». Модель механизма была выполнена в учебной версии пакета трёхмерного моделирования «Autodesk Inventor». В состав последнего также входит модуль для расчета динамики, который был опробован ранее [1].

Наиболее сложной задачей при расчете динамики является определение нагрузок на направляющие в функции от угла поворота кривошипов [2…5]. Необходим учет сил газа, сил инерции движущихся частей и упругих деформаций элементов. Модуль «Rigid Dynamics» работает с абсолютно твердыми телами, но при необходимости можно продолжить расчет с учетом напряженно-деформированного состояния деталей, подключив дополнительные модули.

В ходе моделирования были подобраны связи деталей механизма с учетом обеспечения работоспособности механизма. Расчётная скорость вращения маховика – 3000 об/мин.

Исходное положение – 45 градусов после В.М.Т. Модель представлена на рисунке 1.

Рисунок 1 – Расчетная Рисунок 2 – Результаты расчета модель механизма Модель выполнена в упрощенном виде в соответствии с силовым механизмом бесшатунного двигателя 2Д-200. Парные поршни перемещаются совместно в вертикальном направлении, одиночный поршень перемещается горизонтально. Маховики, расположенные по обеим сторонам вала, совершают вращательное движение вокруг оси. Коленчатый вал в соединениях с маховиками также вращается. Картер механизма по которому перемещаются ползуны поршней скрыт для удобства просмотра.

Результаты расчета представлены на рисунке 2.

Как было отмечено ранее был проведен расчет динамики в «Autodesk Inventor». Далее расчёт будет повторен при помощи пакета «MSC ADAMS». При отсутствии возможности прототипировать механизм наиболее простым решением выглядит сравнение результатов расчетов различны пакетов. Если сопоставить полученные данные с предыдущим моделированием, то можно сказать что качественно они похожи (рисунок 3) наличием двух «горбов» между моментами перекладки силы.

Рисунок 3 – Результаты расчета «Autodesk Inventor» [1] Данное исследование проводится в рамках разработки двигателя Стирлинга с бесшатунным силовым механизмом. Применение бесшатунного силового механизма должно решить ряд проблем, связанных с уплотнениями и смазкой, а также повысить механический КПД по сравнению с КШМ [3].

ЛИТЕРАТУРА:

1. Куколев М.И., Костин А.И., Дворцов В.С. Оценка влияния пар трения на динамику бесшатунного силового механизма // Известия Международной академии аграрного образования: Материалы Международной научно-практической конференции «Улучшение эксплуатационных показателей автомобилей, тракторов и двигателей», посвященной 85-летию со дня рождения Заслуженного деятеля науки и техники, доктора технических наук, профессора Анатолия Владимировича Николаенко.- СПб.: Изд-во МААО – 2013. - №16.- С. 88-91.

2. Баландин С.С. Бесшатунные двигатели внутреннего сгорания. – М.: Машиностроение, 1972 г. – с.

3. Кукис В.С., Куколев М.И., Костин А.И., Дворцов В.С., Ноздрин Г.А., Абакшин А.Ю. Перспективы улучшения характеристик двигателя Стирлинга// Двигателестроение. — 2012. — № 3. — С. 3–6.

4. Яманин А.И., Жаров А.В. Динамика поршневых двигателей: Учебное пособие. – М.:

Машиностроение, 2003 г. – 464 с.

5. Четвертаков В.А. Модульный двигатель Стирлинга//Двигателестроение. – 2007. - № 3. – С. 16 – 19.

УДК 623.437.3.093;

629.03;

629. А.Е. Бажуков, В.Е. Ролле (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет) КЛАССИФИКАЦИЯ И АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ НАТЯЖЕНИЯ БЫСТРОХОДНЫХ ГУСЕНИЧНЫХ МАШИН Механизмы натяжения входят в состав гусеничного движителя ходовой части транспортного средства. Они предназначены для регулирования натяжения гусениц, которое обуславливает устойчивость гусениц в обводе, а также используются при проведении ремонтно-демонтажных работ [1].

За последние десятилетия с развитием ходовых частей было создано множество механизмов натяжения, отличающихся по своей конструкции и способу натяжения гусениц.

Механизмы натяжения можно классифицировать по нескольким признакам.

1) По типу траектории направляющего колеса:

– кривошипные;

– прямолинейные.

Кривошипные механизмы (МТ-ЛБ) получили наибольшее распространение, т.к. просты и компактны по устройству, надёжны и удобны в эксплуатации. Прямолинейные механизмы (АСУ-57) нашли своё применение в гусеничных движителях с опущенным НК.

2) По наличию устройства облегчения натяжения гусениц:

– механизмы без облегчающих устройств;

– механизмы с облегчающими устройствами.

Преимуществами механизмов без облегчающих устройств (ПТ-76, М48) являются простота, надёжность работы. Механизмы с облегчающими устройствами требуют меньших усилий человека для натяжения, более удобны в эксплуатации при создания больших усилий натяжения.

2.1) По типу конструкции облегчающих устройств:

– червячные;

– винтовые;

– гидравлические;

Червячные мехaнизмы, в свoю oчередь делящиеся нa цилиндрические рaзгруженные (Т-54, БМП-1) и глoбoидные нерaзгруженные (Т-72, Т-90), нaдёжны в рaбoте, имеют дoстaтoчный хoд НК, хoрoшo кoмпoнуются в oгрaниченных oбъёмaх, oднaкo цилиндрические передaчи требуют нaличия рaзгрузoчнoгo устрoйствa, который усложняет механизм и увеличивает время обслуживания.

Винтoвые мехaнизмы (ИС-3, МТ-ЛБ) срaвнительнo прoсты пo устрoйству и нaдёжные в рaбoте, oбеспечивaют сaмoтoрмoжение, oднaкo им присущи такие недoстaтки, как низкий кoэффициент пoлезнoгo действия, бoльшие гaбaриты.

Гидравлические (БМД-3) oбеспечивaют лёгкoе и дистaнциoннoе нaтяжение, бoлее прoстoй кoнтрoль зa величинoй усилия нaтяжения. Однако обладают повышенной пожароопасностью, требуют развитой системы трубопроводов и значительного объёма рабочей жидкости [2].

3) Пo нaличию специaльных устрoйств, снижaющих динaмические нaгрузки:

– мехaнизмы без специaльных устрoйств;

– мехaнизмы сo специaльными устрoйствaми.

МН с aмoртизирующим (МТ-С) или с кoмпенсирующим устрoйствoм (М60) пoзвoляют снизить динaмические нaгрузки, кoмпенсирoвaть увеличение предвaрительнoгo нaтяжения, пoвысить устoйчивoсть гусеницы в oбвoде. Oднaкo, мехaнизмы без специaльных устрoйств (БМП-1, Т-64) бoлее прoстые и имеют малые габариты.

К механизмам натяжения предъявляют следующие требования [3]:

1) лёгкое, удобное и дистанционное управление натяжением гусеницы;

2) плавное регулирование положения оси направляющего колеса;

3) обеспечение хода направляющего колеса в пределах, достаточных для удаления из гусеницы одного трака;

4) надёжность работы в течении всего времени эксплуатации при различных дорожных и климатических условиях;

5) изменение натяжения гусеницы на ходу машины при различных условиях движения и разного рода внешних воздействиях.

Последнее требование является очень важным, т.к. изменение предварительного натяжения значительно влияет на работу гусеничного движителя: при его уменьшении возникает вероятность сбрасывания гусениц при поворотах, появляются поперечные колебания ветвей гусениц, однако уменьшается расход топлива, снижается нагруженность узлов движителя. При увеличении сил натяжения растут потери на перематывание гусениц, уменьшается ресурс узлов движителя.

В настоящее время актуальным остаётся вопрос автоматического натяжения гусениц.

Регулирование натяжением позволяет снизить предварительно устанавливаемое натяжение до минимально необходимого уровня, а при поворотах, торможении, движении задним ходом повысить его до величины, обеспечивающей устойчивость гусениц в обводе в любых дорожных условиях [4]. Были проведены специальные эксперименты с механизмами автоматического натяжения гусениц (МАН), которые показали возможность повысить долговечность изнашивающихся элементов зацепления движителя в 1,1–1,4 раза, а долговечность резинометаллических шарниров гусениц в 1,4–2 раза [5].

Рассмотренные выше конструкции можно использовать в качестве исполнительного элемента МАН. Например, регулирование может быть обеспечено с помощью гидравлического или электромеханического кривошипного механизма натяжения (рисунок 1). В совокупности с различными контрольными датчиками и блоком управления данный механизм должен поддерживать оптимальные усилия натяжения при определённых условиях движения.

Рисунок 1 – Механизм автоматического натяжения гусениц:

1 – электромотор, 2 – шестерёнчато-винтовой редуктор, 3 – винт, 4 – рычаг, 5 – манометр, БУ – электронный блок управления, Д1 – датчик угла поворота кривошипа, Д2 – датчик контроля положения рычагов управления машиной, Д3 – датчики контроля включения передач Вывод: Рассмотренные механизмы зарекомендовали себя положительно при эксплуатации, а также имеют потенциал для модернизации. Применение автоматического управления натяжением позволит повысить устойчивость гусениц в обводе при движении, а также увеличит ресурс движителя.

ЛИТЕРАТУРА 1. Стрелкoв A.Г. Кoнструкция быстрoхoдных гусеничных мaшин. – М.: МГТУ "МAМИ", 2005. 616 с.

2. Волков Ю.П. Транспортные гусеничные машины. Ходовая часть: учебное пособие/ Ю.П. Волков, В.Е. Ролее, А.Д. Самойлов. – СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2009. 267 с.

3. Рaсчёт и кoнструирoвaние гусеничных мaшин/ Н.A. Нoсoв. – Л.: Мaшинoстрoение, 1972. 560 с.

4. Вaрчев В.A., Русскoв И.В., Сoкoлoв Л.A., Терещенкo Г.М. Aвтoмaт-ическое упрaвление нaтяжением гусениц/ Вестник брoнетaнкoвoй техники, 1978, №1, с. 35-38.

5. Теория и конструкция танка. – Т.6. Вопросы проектирования ходовой части военных гусеничных машин. – М.: Машиностроение, 1985. 244 с.

УДК 629.113: 539.4 (075.8) И.А. Успенский, А.А. Баженов, В.Н. Федотов (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет) СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА НАДЕЖНОСТИ ДВИГАТЕЛЕЙ МУНИЦИПАЛЬНЫХ АВТОБУСОВ В РЕАЛЬНОЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ Надежность двигателя пассажирского автобуса – одно из основных условий эффективности перевозочного процесса. Сроки службы до капитального ремонта двигателей влияют на коэффициент технической готовности аг = Дэ/(Дэ +Др + Дто) и, как следствие, на коэффициент выпуска ав = (0,91…0,95) аг автобусов. В условиях реальной эксплуатации автобусов в крупных городах сроки службы до капитального ремонта двигателей отличаются от заданных при изготовлении. Поэтому оценка долговечности двигателей для перспективного планировании развития парка подвижного состава пассажирских автопредприятий является актуальной.

Оценка ресурса двигателей выполнена на основе исследований студентов профиля подготовки «Автомобильное хозяйство» во время производственной практики в одном из парков СПБ ГУП Пассажиравтотранс. Парк имеет в своем составе более 400 ед. автобусов большой и особо большой вместимости ЛиАЗ, НефАЗ, Волжанин, Skania. Была рассмотрена и проанализирована документация АТП, в которой содержатся данные о марках и моделях автобусов, их датах ввода в эксплуатацию, проведенных ремонтах, пробегах за месяц, год и общих с начала эксплуатации. Технические характеристики двигателей приведены в таблице 1.

Таблица 1 – Характеристики двигателей Модель Уровень Расход Мощность, кВт(л.с.) Момент, Нм двигателя Евро топлива КамАЗ-740.31-240 176 (240) при 2200 об/мин 932 при 1400 об/мин 33л/100км Euro КамАЗ-7408.10 144 (195) при 2200 об/мин 687 при 1400-1600 об/мин Euro 0 39-40л/100км 172 (234) при 2100 об/мин 820 при 1560 об/мин CAT-3116 Euro 2 30-35л/100км 221 (300) при 2400 об/мин 1163 при 1440 об/мин 25л/100км CAT-3126E Euro 170 (230) при 1900 об/мин 1100 при 1100-1200 об/мин 33л/100км DC901BO1 Euro Оценочные расчеты в км пробега автобусов выполнены для двигателей КамАЗ-740.31 240, КамАЗ-7408.10, CAT 3116, CAT 3126E, DC901BO1 со сроками эксплуатации 6 – 10 лет, рисунок 1. Долговечность CAT 3116, CAT 3126E определена с учетом незавершенных наблюдений. DC901BO1 капитальный ремонт не проходили, на диаграмме указан средний пробег на дату окончания наблюдений Рисунок 1 – Долговечность двигателей в км пробега пассажирских автобусов В общем случае ресурс двигателя Lэ конкретной модели в реальных условиях зависит от совершенства конструкции и ее устойчивости к воздействию факторов: климатических и дорожных условий, режимов движения, технической эксплуатации в парке:

Lэ = f(zкл, zдор, zреж, zтэ) где: zкл – климатические факторы, zдор – дорожные факторы, zреж – режимы движения, zтэ – техническая эксплуатация При эксплуатации в одних условиях долговечность двигателя будет определяться набором одинаково воздействующих факторов. Если рассматривать подвижной состав одного парка, то при равнозначных факторах, в которых эксплуатируются автобусы срок службы (в км пробега автобуса) до капитального ремонта двигателя является действительным показателем надежности его конструкции в условиях пассажирских перевозок крупного города.

Для крупного города наибольшее воздействие на надежность систем автотранспорта, в т. ч. и двигателя оказывают влияние режимы движения в плотном транспортном потоке:

частые остановки и длительная работа на холостом ходе в заторах, интенсивный разгон и торможение, что создает риск перегрева двигателя, снижения механических свойства деталей, их интенсивное изнашивание.

Не исключая влияния трансмиссий на передачу внешней нагрузки к двигателю, рассмотрим с качественной стороны устойчивость конструкции двигателей к интенсивным тепловым воздействиям. Известно, что на тепловые нагрузки возрастают при повышении частоты вращения коленчатого вала, плотности заряда, несоответствующей эффективной мощности систем охлаждения и смазки.

Двигатели КамАЗ-7408.10 и КамАЗ-740.31-240 – четырехтактные дизельные двигатели жидкостного охлаждения с V-образным расположением восьми цилиндров. Объем 10,85 л.

Устанавливались на автобусы моделей ЛиАЗ-5256-40 (43, 50, 52) и НефАЗ-5299-20-15, соответственно. Мощность двигателя КамАЗ-7408.10 144 кВт при 2200 об/мин, в реальных условиях ресурс до капитального ремонта 399,3 тыс. км пробега автобуса. Объем системы охлаждения 34,5 л, системы смазки 28 л. Двигателем комплектовались автобусы 2001 г.

выпуска и ранее. Двигатель КамАЗ-740.31-240 разработан на базе конструкции КамАЗ 7408.10. Высокая литровая мощность 176 кВт достигнуты форсированием двигателя Камаз 7408.10 по частоте вращения до 2400…2600 об/мин. Ммах крутящий момент увеличен на % при тех же массово-габаритных параметрах. Наименее надежен Lэ = 256,9 тыс. км.

Двигатели КамАЗ-7408.10 и КамАЗ-740.31-240 не соответствуют действующим экологическим нормам и на новые автобусы не устанавливаются [1, 2].

Двигатель CAT 3116 –шестицилиндровый рядный дизель с рабочим объемом 6,6 л.

Устанавливается на автобусы моделей ЛиАЗ-5256.25 (25-40, 43, 46) и НефАЗ-5299-20 04.Мощность двигателя 172 кВт при 2100 об/мин. Объем системы охлаждения 35л, системы смазки 20 л. Пробег до капитального ремонта 568,1 тыс. км Двигатель оборудован турбокомпрессором с промежуточным охлаждением типа «воздух-воздух». Блок цилиндров двигателя из легированного чугуна с увеличенной толщиной поперечных перемычек передних и задних стенок картера способствует длительной работе при перегреве. Широкие центральные и торцевые коренные шейки и подшипники сохраняют максимальную толщину пленки масла. Это обеспечивает превосходную смазку и охлаждение подшипников [3].

Двигатель CAT 3126Е – имеет увеличенный 7,2 л рабочий объем относительно CAT 3116 и, соответственно, мощность 221 кВт при 2400 об/мин при, практически, не изменившихся массово-габаритных размерах. Объем системы охлаждения 22…30 л, системы смазки 21…28 л. Устанавливается на автобусы ЛиАЗ-6212.

Увеличение Mmax на 40 % и возможность электронного перепрограммирования nmax и nxх снизили надежность двигателя. Ресурс двигателя 277,7 тыс. км. Изготовитель предусмотрел частые ремонты двигателя, обеспечив технологическую возможность неоднократной шлифовки шеек коленчатого вала.

В настоящее время двигатель соответствует экологическим нормам "Евро-3", но в перспективе может обеспечить более высокие показатели ("Евро-4") и, вероятно, будет предлагаться для комплектования отечественных автобусов [4].

Двигатель DC901BO1 – 5-цилиндровый, 4-тактный, 9-литровый, рядный, непосредственного впрыска дизельный двигатель с турбонаддувом и интеркулером.

Мощность 170 кВт при 1900 об/мин. Объем системы охлаждения 40 л, системы смазки 31 л.

Устанавливается на автобусы моделей Scania OmniLink CL94UB.

Двигатель имеет чугунный блок, мокрые гильзы. Вентилятор системы охлаждения оснащен приводной электромагнитной муфтой с управлением от электронного блока. В системе смазки есть водомасляный теплообменник, он поддерживает оптимальную температуру масла. В целях профилактики обмерзания при длительной работе на холостом ходу на морозе интеркулер утепляется полиуретановой «пленкой». О совершенстве силового агрегата говорит тот факт, что при среднем пробеге 630,7 тыс. км не на одном из автобусов, эксплуатирующихся с 2004 -2005 г.г. двигатель не подвергался капитальному ремонту. По заявленным данным изготовителя моторесурс двигателя в условиях нормальной эксплуатации не менее 2 млн. км пробега транспортного средства [5].

Рисунок 2 – Зависимость Lэ двигателя от nNe max Рисунок 3 – Зависимость Lэ двигателя от V системы охлаждения Анализ надежности двигателей показал, что для пассажирских перевозок в условиях движения по магистралям крупного города с частыми остановками, продолжительной работой в режиме холостого хода целесообразно приобретать автобусы, укомплектованные двигателями с низкими оборотами при максимальной мощности и большим объемом системы охлаждения, рисунок 3 и 4 (1 - DC901BO1;

2 - CAT 3116;

3 - КамАЗ-7408.10;

4 - CAT 3126Е;

5 - КамАЗ-740.31-240). Корреляция мощности и объема системы смазки с долговечностью двигателей в условиях реальной эксплуатации исследованиями не выявлено.

Повышению надежности также способствует использование качественных масел и топлива, своевременные технические обслуживания, повышение квалификации водителей и персонала ремонтной службы, детальное ознакомление с двигателями зарубежных производителей.

ЛИТЕРАТУРА:

1. http://www.kamaz-service.ru/manual-11.shtml 2. http://tehavtospec.narod.ru/index/0- 3. http://oooabs.ru/news/cat_ 4. http://www.avtomash.ru/guravto/2006/20060207.htm 5. http://dvscan.ru/грузовые-автомобили/скания/двигатели-scania/ УДК 629. А.Ю. Голец, Добрецов Р.Ю. (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет) ДВИЖИТЕЛЬ СПЕЦИАЛЬНОГО ТРАНСПОРТНОГО СРЕДСТВА Изучение и освоение шельфовой зоны требует создания транспортно-технологических машин, способных передвигаться по дну и работать на сравнительно малых глубинах (до 30…50 м). Передвижение по дну является непременным условием для обеспечения возможности выполнения сложных технологических операций с помощью манипуляторов, особенно при действии течений. В такой ситуации приходится примириться с помехами системам наблюдения и управления, создаваемыми взвесью, поднятой движителем со дна и полностью отказаться от использования винтов, или предусмотреть модульное исполнение шасси, допускающее смену типа движителя.

Сейчас в России подобные аппараты не выпускаются, однако известно, что за рубежом исследования и опытно-конструкторские работы в направлении изготовления, испытания, накопления опыта эксплуатации машин, работающих под дистанционным управлением или в автономном режиме на дне (или в толще воды вблизи дна) водоема являются актуальными.

В настоящее время у российских специалистов еще есть время и достаточный научно технических потенциал для того чтобы предложить конкурентоспособные конструкции. При этом окажется востребован опыт, полученный при разработке шасси планетоходов и дистанционно управляемых наземных роботов.

Спецификой ходовых систем отечественных роботов-планетоходов являлось именно обеспечение высокой проходимости.

По сравнению с традиционными колесным и гусеничным движителями, ходовые системы с колесно-шагающим и гусеничным шагающим движителями, опробованные при макетировании шасси планетоходов, показывают лучшую проходимость на неподготовленной местности и в условиях дефицита энергии.

Значительный разброс характеристик опорной поверхности, разнообразие препятствий, специфика среды, в которой движется машина, определяют потребность в создании ходовой системы исключительно высокой проходимости. Одним из вариантов является колесно шагающий движитель, разработанный и испытанный под руководством В.В. Громова для макета планетохода [1]. Особенностями движителя являются наличие цилиндроконических колес, обеспечивающих высокую опорно-сцепную проходимость на грунтах с низкой несущей способностью, механизма шагания и шарнирно-сочлененной рамы, позволяющей машине преодолевать препятствия, соизмеримые по высоте с диаметром колеса [2]. Схема одного из вариантов такого шасси приведена на рисунке 1.

Цилиндроконические мотор-колеса обладают явным преимуществом именно для условий движения по сыпучим грунтам (что распространяется, в принципе, на любые грунты с низкой несущей способностью). На твердых поверхностях нагрузка на грунт передается через цилиндрическую часть колеса. Если несущая способность грунта оказывается недостаточной, чтобы удержать машину, нагрузка перераспределяется на часть конической поверхности колеса. Такая конструкция делает движитель практически бесклиренсным, а в дополнении с механизмом шагания и шарнирным сопряжением сегментов рамы, позволяет шасси адаптироваться к условиям движения.

Рисунок 1 – Схема варианта колесно-шагающего Рисунок 2 – Цилиндроконическое колесо:

шасси: 1 – мотор-колесо;

2,3 – механизм шагания;

4 – шарнирная рама, 5 – продольный шарнир;

Bmin, Bm 1 – грунтозацепы неподвижные малой высоты;

2 – выдвижной грунтозацеп и Bmax – минимальная, средняя и максимальная база [2] Смена среды эксплуатации потребует внесения радикальных изменений в конструкцию шасси, которые коснутся и движителя. Опыт конструирования планетоходов [3] в данном случае готовых решений не предлагает. Одной из проблем, которую придется решить, является необходимость увеличения тягово-сцепных свойств колеса на заиленных участках дна. При этом грунтозацепы не должны ухудшать подвижность машины при преодолении выходов скальных пород. Снять это противоречие [4,5] возможно, используя колесо с выдвижными грунтозацепами.

Жесткое цилиндроконическое колесо имеет грунтозацепы на цилиндрической и конической поверхностях (рисунок 2, поз. 1). Дополнительно предлагается применить выдвижные грунтозацепы, имеющие значительно большую высоту (поз. 2).

В выдвинутом положении при прохождении твердых участков дна развитые грунтозацепы окажутся причиной повышенной виброактивности движителя, обусловят перегрузку участков обода колеса, увеличат потери энергии при движении машины. Однако на мягких грунтах, в особенности при заглублении колеса в грунт и передачи части нагрузки на коническую поверхность колеса, развитые грунтозацепы позволят значительно (в 1,5…1, раза, на основе данных [5, c. 105]) увеличить передаваемые тангенциальные силы.

Предлагаемое решение расширяет область применения колесной машины, которая сможет использоваться, как шасси робота-разведчика на переувлажненных и заболоченных грунтах, а также улучшит передачу тангенциальных сил при взаимодействии колеса с заиленным дном водоема при преодолении брода. Схема участка обода жесткого колеса изображена на рисунке 3. По команде оператора (или автоматической системы управления) кулачок 2 с помощью приводного механизма разворачивается и выталкивает грунтозацеп 1.


Обратный ход грунтозацепов 1 обеспечивается с помощью тяг, связывающих их с кулачком (на рисуноке 3 не показаны). Одним из вариантов конструкции является рычажная система, заменяющая кулачок и обеспечивающая выдвижение и обратный ход грунтозацепов.

На рисунке 3 условно показана конфигурация кулачка, позволяющего получить три положения грунтозаципов (минимальное, среднее, максимальное выдвижение).

Привод кулачка 2 целесообразно организовать от шагового электродвигателя с помощью зубчатой передачи, обладающей свойствами самоторможения.

Для обоснования возможности и целесообразности применения модернизированного цилиндроконического колеса в составе движителя потребуется решить следующие задачи:

предложить методику построения профиля кулачка;

расчетным путем определить оптимальную высоту выдвижных грунтозацепов;

на базе известных моделей взаимодействия колеса с грунтом (например, предлагаемых в [5]) разработать модель качения модернизированного колеса;

изготовить макетный образец и провести его испытания в лабораторных условиях;

создать модель работы многоколесного движителя на основе подмодели качения колеса.

Рисунок 3 – Участок обода жесткого колеса с выдвижными грунтозацепами:

1 – грунтозацеп;

2 – кулачок;

3 – обод Выводы 1. Предлагаемое схемное решение проблемы увеличения тягово-сцепных свойств колеса на грунтах со слабым поверхностным слоем нуждается в конструкторской проработке и экспериментальной проверке.

2. Задача о построении профиля кулачка для колеса произвольного (задаваемого) радиуса требует отдельного рассмотрения, а ее решение нуждается в формализации.

3. Теоретическое описание взаимодействия движителя рассмотренной конструкции с грунтом – наукоемкая задача, решение которой не изложено в доступных литературных источниках и требующая создания оригинальной математической модели.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Патент №2019463 Россия. Сочлененное полноприводное транспортное средство и способ изменения направления его движения. Авт. Веткин Р.К., Громов В.В., Кемурджиан А.Л., Кучеренко В.И., Матросов С.И., Соломников В.С. и др. Опубл. Бюл. №17, 1994.

2. Выбор прототипа шасси наземного робота-разведчика / Авотин Е.В., Добрецов Р.Ю., Матросов С.И., Петрига В.Н. // Вестник академии военных наук – 2013. – №4(45) – С. 116-123.

3. Планетоходы / Под. ред. А.Л. Кемурджиана. – М.: «Машиностроение», 1993. – 400 с.

4. Беккер М.Г. Введение в теорию систем местность – машина / Пер. с англ. – М.:

«Машиностроение», 1973. – 520 с.

5. Передвижение по грунтам Луны и планет / Под. ред. А.Л. Кемурджиана. – М.: «Машиностроение», 1986. – 272 с.

УДК 623.4;

629. А.И. Желяев, А.Г. Семенов (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет) ПРОЕКТ МОБИЛЬНОГО БЕЗЭКИПАЖНОГО КОМПЛЕКСА ДЛЯ РАЗМИНИРОВАНИЯ ТЕРРИТОРИИ Область применения Техническое предложение относится к военному делу, конкретно к разминированию на местности с использованием дистанционно управляемых наземных транспортных средств минных разградителей.

Ситуация, проблематика и аналоги Разминирование минных полей методом траления осуществляют катками-волокушами, прикрепляемыми спереди к танкам и др. бронированным машинам [1]. Устройства громоздки, маломаневренны и дороги, относятся к категории многоразовых, но подвержены воздействию поражающих факторов, не гарантируя высокой безопасности экипажа и защиты материальной части.

Наиболее близким аналогом авторского предложения по назначению и конструктивным признакам является способ разминирования минных полей, заключающийся в организации и осуществлении движения на подлежащей разминированию поверхности в определенном порядке предварительно доставленных самодвижущихся в безэкипажном режиме наземных транспортных средств с давлением опорных элементов на грунт или иным инициирующим действием, достаточным для подрыва мин [2]. В нем используют специализированные изделия – теле/автоматически управляемые безэкипажные малогабаритные электромеханические колесные модули, объединенные в единый комплекс с «маткой» – транспортным носителем [3]. Комплекс относительно дорог, дефицитен (главным образом, по причине использования электромеханического привода).

Постановка задачи Отсюда вытекает задача тактико-технико-экономического характера: повысить доступность, оперативность и экономичность организации и собственно осуществления процесса разминирования на открытой местности.

Суть разработки (проекта) За базовый принят комплекс того же назначения [2, 3], и сохранении, в основном, тактики разминирования (пуск в безэкипажном режиме, как правило, в шахматном порядке, множества малогабаритных самоходных катков-модулей, в расчете их подрыва на мине.

Подорвавшиеся модули в «строе» модулей при необходимости восполняют новыми. К месту применения и обратно (оставшиеся модули) транспортируют на машине-матке. Новое в тактике применения: во-первых, возможность движения в сцепке по 3-4 модуля с расчетом на «взаимопомощь» модулей с точки зрения профильной и несущей проходимости, а также при поражениях, во-вторых, большая пригодность для ликвидации мин, срабатывающих на повторный нажим (рисунки 1, 2).

При подрыве модулей, если машина может продолжать двигаться, она продолжает движение. Если несправный модуль мешает двигаться – его можно отстрелить от рамы с помощью пиропатрона и объехать его, дав задний ход. Если комплекс потерял возможность передвижения – его можно эвакуировать, подтянув лебёдкой в безопасное место, заменить неисправный модуль и продолжить разминирование. Машина, закончившая проход, своим ходом или с помощью людей отъезжает в сторону, не препятствуя проходу пехоты или лёгкой техники. Затем комплекс разбирают, погружают в транспортную машину, и перемещают в безопасное место для завода и зарядки аккумуляторов (механических и электрических).

Рисунок 1 – Модули в сцепке по 3 штуки Рисунок 2 – Модули в сцепке по 4 штуки Допускается использование отдельного колёсного модуля. Для этого к выходному валу крепится опора на землю, которая волочится за модулем.

Главное содержание и отличительная особенность новации удобное в условиях энергетической автономности, весьма «экзотическое» устройство модуля на основе механического аккумулятора с длинномерным резиновым жгутом (в общем машиностроении пример применения резинового аккумулятора можно обнаружить в работе [4].

В качестве машины-матки предложен автомобиль УАЗ-469, оборудованный соответствующим образом (оснащён электрической лебёдкой Come-Up DV-9000 с тяговым усилием 4082 кг для повышения проходимости и эвакуации связки колёсных модулей).

При подрыве модуля(ей), если машина может продолжать двигаться, она продолжает движение. Если несправный модуль мешает – его можно отстрелить от рамы с помощью пиропатрона и объехать, дав задний ход. Если комплекс потерял возможность передвижения – его можно эвакуировать, подтянув лебёдкой в безопасное место, заменить неисправный модуль и продолжить разминирование. Машина, закончившая проход, своим ходом или с помощью людей отъезжает в сторону, не препятствуя проходу пехоты или лёгкой техники.

Затем комплекс разбирают, погружают в транспортную машину-матку, и перемещают в безопасное место для завода и зарядки аккумуляторов (механических или электрических).

Побочное применение (как расширение ТТХ): сцепку модулей можно использовать для транспортировки небольших грузов, радиоуправляемых зарядов, закреплённых на раме подручными средствами (верёвкой, проволокой, тросами), для отвлечения внимания противника, для дистанционного определения несущей способности грунта.

Для обоснованного выбора рационального варианта, для убедительной оценки обоих вариантов (прежде всего, в части себестоимости), разработано в параллель два альтернативных проекта: с механическим аккумулятором и механической трансмиссией (основной) и с электрическим аккумулятором и электромеханической трансмиссией (тем более что сведения об электроприводном прототипе весьма скудны и представлены в виде описания к патенту на изобретение [2] на уровне схем и основных принципов функционирования).

Вариант с механическим аккумулятором.

Колёсный модуль (рисунок 3) представляет собой мотор-колесо с механическим аккумулятором энергии, редуктором, вариатором, электронной системой управления, преобразующей сигналы с пульта дистанционного управления в управляющие сигналы сервоприводов.

Рисунок 3 – Механический колёсный модуль Рисунок 4 – Электромеханический колёсный в разрезе модуль в разрезе На цилиндрическую поверхность антифрикционных колец наматываются резиновые жгуты, с левой (выходной) стороны концы жгутов связаны с корпусом, правая сторона может вращаться относительно корпуса, натягивая резиновые жгуты. Далее момент передается через планетарный редуктор и автоматический фрикционный вариатор. Первый конус вариатора предаёт момент на второй конус посредством роликов. Ролики дают возможность передавать вращение как в прямом направлении, так и в обратном. Изменение момента вариатором происходит при перемещении роликов по направляющим вдоль линий контакта роликов с конусами вариатора. Второй конус вариатора передаёт момент на зубчатое колесо, свободно посаженное на ось конуса первого вариатора, и через шлицы на выходной вал. На выходной вал прикручена опора к раме или опора на грунт (при использовании модуля в одиночку).

2. Вариант с электрическим двигателем Единственное отличие от варианта с механическим аккумулятором энергии – это использование электрического аккумулятора и электрического мотор-редуктора. Колёсный модуль (рисунок 4) состоит из корпуса, мотор-редуктора SF8156 на 24 В, двух аккумуляторов по 12 В, соединённых последовательно.

При разработке обоих вариантов конструкции были проведены все необходимые кинематические, динамические, тяговые, прочностные и экономические расчеты, проработана технология [5].

Выводы.

1. Разработанный комплекс в обоих его конструктивных вариантах работоспособен и эффективен.

2. Электрический вариант превосходит механический: простота исполнения и управления, большие дальность перемещения на одной зарядке и надёжность, лучшая тяговая характеристика.

3. Механический колесный модуль представляет, дополнительно, существенный научный и учебный интерес.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Патент № 2146799 (РФ). Колейный катковый минный трал / В.Ф. Собко и др. F41H11/12, Бюл. № 13, 2007.

2. Патент № 2298761 (РФ). Способ разминирования / И.А. Кудрявцев и др. F41H 11/16, Бюл. № 13, 2007.

3. Патент № 2405122 (РФ). Робот-сапер / Ю.Х. Хамуков, З.В. Ногаев. F41H 11/16, Бюл. № 33, 2010.

4. Гулиа Н.В. Удивительная механика. (Резина побеждает сталь, илл. «Тележка-резиновоз» и «Мой резиноаккумулятор» // Интернет-ресурс http://lib.rus.ec/b/131463/read.

5. Желяев А.И. Мобильный комплекс для разминирования территории в составе телеуправляемых самоходных колёсных модулей и транспортной машины-матки: пояснительная записка к дипломному проекту. СПб.: СПбГПУ. Рукописный фонд кафедры «ДАиГМ», 2013.

УДК 629. Р.А. Дидиков, Р.Ю. Добрецов (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет) К ОПРЕДЕЛЕНИЮ ЗНАЧЕНИЙ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ОТНОШЕНИЙ МЕХАНИЗМА РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ Целью работы является формализация процесса получения значений параметров, необходимых для синтеза кинематической схемы шестеренчатого планетарного одно- или двухпоточного механизма распределения мощности (МРМ) трансмиссии автомобиля.

МРМ в трансмиссии автомобиля предназначены, в первую очередь, для обеспечения рациональной реализации подводимой к ним мощности в соответствии с условиями движения. Наиболее распространенным МРМ является простой конический дифференциал.

Его эксплуатационные свойства не удовлетворяют запросам потребителей и уровню развития трансмиссий автомобилей. Поиск способа преодолеть недостатки простого дифференциала привело к появлению множества конструкций МРМ, как на основе зубчатых механизмов («самоблокирующиеся» дифференциалы), так и использующих иные принципы работы (вискомуфта и др.). Следует отметить, что каждая из альтернативных простому дифференциалу конструкций обладала своими недостатками, в связи с чем дифференциал так и остался наиболее распространенным типом МРМ, в котором сочетаются простота, отработанность конструкции, надежность, компактность, высокий к.п.д. собственно редукторной части.

Появились и гораздо более сложные (в том числе и двухпоточные) МРМ. В отечественном автомобилестроении такие МРМ не используются, а теории, необходимой и достаточной для формализации процесса синтеза и отбраковки схемы МРМ, не имеется.

Одной из необходимых предпосылок для развития такой теории является решение вопроса об определении величин передаточных чисел, характеризующих работу МРМ.

Многообразие (часто полученных опытным путем) схем МРМ, различия в подходах к теоретическому описанию их работы, пробелы в математических моделях работы МРМ, заполняемые «эмпирическими коэффициентами», привели к отсутствию единой системы параметров, позволяющих сравнивать между собой конструкции. Неизвестны и подходы к определению физического смысла и величин параметров, которые можно было бы заложить в основу методики синтеза схем МРМ (даже если ограничиться рассмотрением редукторов).

Величины этих параметров не должны зависеть от принципов работы и схемы МРМ, а определяются техническими характеристиками шасси и условиями движения.

Сравнивая схемы и принципы работы современных МРМ (рисунок 1) [1] и механизмов поворота транспортных гусеничных машин (ТГМ) [2,3] можно заметить аналогии, позволяющие применить подходы теории движения и методов расчета и конструирования агрегатов трансмиссий ТГМ к проблемам моделирования работы и синтеза схем МРМ автомобиля.

Современные МРМ часто выполняются на основе планетарных механизмов, элементами управления служат многодисковые тормоза, давление в гидравлическом приводе которых контролируется с помощью широтно-импульсной модуляции (ШИМ) [4]. Таким образом, открывается перспектива применения не только общих положений теории ТГМ, методов анализа и синтеза планетарных редукторов [3], но и опыта, накопленного при работе над использованием ШИМ для управления агрегатами ТГМ (в первую очередь – бортовых коробок передач).

Выделим три группы параметров, позволяющих осуществить технически обоснованный выбор кинематической схемы создаваемого МРМ и оценить его работоспособность: передаточные отношения, мощность буксования элементов управления (или мощность, рассеиваемая при работе МРМ);

рабочая частота системы управления.

Рисунок – 1. Пример кинематической схемы Рисунок 2 – Схема поворота автомобиля двухпоточного МРМ (Система ZF Vector Drive) [1]: (задний мост) с двухпоточным МРМ:

1 – ведущая шестерня;

2 – дифференциал;

1 и 2 – отстающий и забегающий борта, 3 – планетарная передача 1;

4 – левая полуось;

О – центр моста, oп – полюс поворота, 5 – планетарная передача 2;

6 – правая полуось;

B – ширина колеи, R и – радиус и угловая cl – элемент управления;

z – число зубьев скорость поворота, V1 – скорость отстающего борта, V2 – скорость забегающего борта;

V0 – скорость центра моста Рассмотрим вопрос об определении гаммы потребных передаточных отношений МРМ.

Используя аналогию со случаем поворота ТГМ [2,3], введем ряд допущений:

рассматривается равномерный поворот с малой скоростью на горизонтальной поверхности при отсутствии дополнительных внешних сил;

проскальзыванием колес и возможным различием в величине радиусов качения пренебрегаем (рисунок 2).

Работа МРМ будет характеризоваться величиной передаточного отношения между бортами: u21 2 1 (в некоторых выражениях более удобно использование обратной величины u12 1 2 u21 ).

Если колеса проходят одинаковые пути и необходимости в перераспределении мощностных потоков нет, необходимо обеспечить u21 1. При перераспределении мощности между ведущими колесами значение u21 должно плавно изменяться, что может быть обеспечено путем ШИМ давления в магистрали нужного элемента управления, или за счет управления величиной тока при электромеханическом приводе элемента управления.

Однако, очевидно, что для того чтобы обеспечить кинематически согласованное прохождение минимального радиуса поворота, диапазон изменения u21 следует ограничить значением, соответствующим этому радиусу и получаемому без скольжения в элементе управления.

В теории ТГМ такой радиус называют «расчетным» или «фиксированным» [2,3].

Рассмотрев подобие треугольников скоростей (рисунок 2), нетрудно получить зависимость uф 2 ф 1 2 ф 1.

Например, при минимальном радиусе поворота 5 м и колее 1,8 м, численно получим:

u ф 1, 44.

Очевидно, что u f, ф,.

Для решения задачи синтеза планетарного МРМ удобнее воспользоваться другими передаточными числами: uO1 O 1 и uO 2 O 2.

Соответственно, u12 u21 uO 2 uO1. Тогда в общем виде работа МРМ (рисунок 3) опишется системой уравнений [5]:

0 uO11 1 uO1 э, 1 u а для случая ф имеем: u12 uф и э 0.

Рисунок 3 – Схема МРМ с фрикционным регулированием радиуса поворота:

О – ведущее звено, 1 и 2 – ведомые звенья, Э – элемент управления, – угловые скорости, э э M – моменты;

uO1 и u12 – передаточные числа Определить значение передаточного отношения на ось отстающего борта можно из подобия треугольников на рисуноке 2: uO1 0,5, при ф,. Аналогично, uO 2 0,5. Для рассматриваемого примера uO1 1, 22, uO 2 0,84.

Таким образом, получены исходные данные для синтеза схем МРМ. Для готовых схем (например, см. рисунок 1) развитие предложенной аналогии со схемой поворота ТГМ позволит определить кинематические параметры планетарных механизмов, провести кинематический и силовой анализ, перейти к определению чисел зубьев и к прочностным расчетам.

Дальнейший интерес представляют адаптация методики расчетного определения мощности буксования фрикционного элемента управления механизма поворота ТГМ [5] к случаю оценки энерговыделения при работе МРМ, а также теоретическая оценка частоты работы модулятора давлений МРМ при использовании принципа ШИМ.

Оценка величин мощности и работы буксования лежит в основе расчетов долговечности и теплонапряженности фрикционных элементов управления МРМ, а определение частоты ШИМ напрямую связано с вопросами конструирования управляющих блоков гидросистемы, выбором характеристик гидротрасс и др.

Использование МРМ, обладающих более высоким к.п.д. и реализующих близкий к оптимальному закон распределения мощности по ведущим мостам и колесам автомобиля позволит увеличить показатели подвижности и экономичности колесных машин.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Вольская Н.С. Чудаков О.И. Пути совершенствования системы распределения мощности в ветвях трансмиссии полноприводных автомобилей // Материалы 77-й международной научно-технической конференции ААИ «Автомобиле- и тракторостроение в России: приоритеты развития и подготовка кадров», [Электронный ресурс]. – М. МАМИ: 2012. – с. 120-127 – 1 электрон. опт. диск (CD-ROM).

2. Забавников Н.А. Основы теории транспортных гусеничных машин. – М.: «Машиностроение», 1975.

3. Расчет и конструирование гусеничных машин : Учебник для вузов / Н.А. Носов, В.Д. Галышев, Ю.П. Волков, А.П. Харченко;

Под ред. Н.А. Носова. – Л: «Машиностроение», 1972.

4. Иванов В.А., Ющенко А.С. Теория дискретных систем автоматического управления. – М.:

«Наука», 1981.



Pages:   || 2 | 3 | 4 | 5 |   ...   | 8 |
 

Похожие работы:





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.